Расчет редуктора зубчатого шевронного цилиндрического

Размещено на http://www.allbest.ru/

Липецкий государственный технический университет

Кафедра прикладной механики

КУРСОВАЯ РАБОТА

по прикладной механике

Расчет редуктора зубчатого шевронного цилиндрического

Липецк 2012



ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Таблица 1. Исходные данные.

Мощность , кВт	16,0
Частота вращения , мин-1	95
Угол наклона ременной передачи к горизонту, о	50
Срок службы , лет	8
	0,5
	0,3
Режим нагружения	10

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 1. Схема привода.

1 - электродвигатель; 2 - передача плоскоременная; 3 - редуктор цилиндрический шевронный одноступенчатый.



АННОТАЦИЯ

Объем расчетно-пояснительной записки: с. 37, ил. 4, библиограф. 7 назв.

Данная пояснительная записка, прилагаемая к курсовому проекту, представляет собой типовой расчет одноступенчатого цилиндрического шевронного редуктора, который используется для понижения угловой скорости и повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Пояснительная записка - с.37, ил.5.



ОГЛАВЛЕНИЕ

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

1. ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Выбор двигателя

1.2 Подбор частоты вращения двигателя

1.3 Кинематический расчет привода

1.4 Силовой расчет привода

2. ПРОЕКТИРОВАНИЕ РЕДУКТОРА, ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

2.1 Материал и термическая обработка

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

2.3 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб

2.4 Определение предельно допускаемых напряжений

2.5 Определение межосевого расстояния

2.6 Выбор модуля зацепления

2.7 Определение суммарного числа зубьев

2.8 Определение чисел зубьев шестерни и колеса

2.9 Проверка межосевого расстояния

2.10 Проверка значения

2.11 Определение окружной скорости в зацеплении

2.12 Назначение степени точности передачи в зависимости от окружной скорости

2.13 Уточнение коэффициента нагрузки

2.14 Проверка величины расчетного контактного напряжения

2.15 Проверка контактной прочности при кратковременных перегрузках

2.16 Проверка зубьев на выносливость при изгибе

2.17 Проверка зубьев на изгиб при кратковременной перегрузке

2.18 Определение сил, действующих в зацеплении

2.19 Сведение в таблицу основных параметров передачи

3. РАСЧЕТ ВЕДУЩЕГО ВАЛА ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА

3.1 Расчет диаметра выходного конца ведущего вала

3.2 Расчет диаметра вала шестерни под подшипник

3.3 Выбор подшипника ведущего вала

3.4 Расчет диаметра буртика ведущего вала

4. РАСЧЕТ ВЕДОМОГО ВАЛА ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА

4.1 Расчет диаметра выходного конца ведомого вала

4.2 Расчет диаметра вала под подшипник

4.3 Выбор подшипника ведомого вала

4.4 Расчет посадочного размера колеса ведомого вала

5. ВЫБОР СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И ЗАЦЕПЛЕНИЯ

6. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКА КАЧЕНИЯ

6.1 Определение реакций

6.2 Расчет эквивалентной нагрузки, действующей на подшипники

6.3 Проверка долговечности работы подшипника

Редуктор цилиндрический шевронный

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ



1. ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Выбор двигателя

редуктор зубчатый шевронный подшипник

Для определения типа двигателя необходимо вычислить общий КПД привода:

[3, с.5]

где - КПД ременной передачи, - КПД зубчатой передачи.

Тогда требуемая мощность двигателя составит:

[3, с.5]

Из каталога двигателей выбираем двигатель мощностью 18,5 кВт.

1.2 Подбор частоты вращения двигателя

[3, с.5]

Выбираем передаточное число зубчатой передачи и ременной передачи:

[3, с.6]



Тогда:

Из каталога [6, с. 321] выбираем двигатель 160М4/1465. Его характеристики:

Уточняем общее передаточное отношение и определяем передаточное отношение ременной передачи:

1.3 Кинематический расчет привода



1.4 Силовой расчет привода

Определяем крутящий момент из закона сохранения мощности [3, с.6]:

Проверка:

Вывод: полученное значение крутящего момента на ведомом валу зубчатой передачи соответствует теоретическому значению.



2. ПРОЕКТИРОВАНИЕ РЕДУКТОРА, ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

2.1 Материал и термическая обработка

В связи с тем, что проектируемый нами редуктор является шевронным, твердость шестерни должна быть выше твердости колеса на 40-50 HB.

Для изготовления шестерни и колеса используем Сталь 45. Термообработка - улучшение и нормализация соответственно. Тогда колесо имеет твердость 200 HB, шестерня 240 HB.

Таблица 2. Механические характеристики сталей для зубчатых колес [3, с. 8]

Сталь	Терм.обр.	Пред. диам. заг. шест., мм	Пред. толщ. или шир., мм	, МПа	, МПа	, МПа	Твердость пов-ти, HB
45	Нормализация	Любой	Любая	600	320	270	179…207
45	Улучшение	125	30	780	540	350	235…262

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Предел выносливости и коэффициент безопасности.

Шестерни:



Колеса:

Определение коэффициента долговечности [3, с.7]:

где - число циклов нагружения, - эквивалентное число циклов нагружения.

Для шестерни:

Для колеса:

Принимаем .

Определим допускаемое контактное напряжение:



Шестерни:

Колеса:

Для дальнейших расчетов используется среднее допустимое контактное напряжение [3, с.10]:

2.3 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб

Допускаемое напряжение изгиба [3, с.10]:

Таблица 3. Значения пределов выносливости и требуемых коэффициентов безопасности [3, с. 10]

Термическая обработка	Твердость HB	МПа
	Поверхности	Сердцевины
Нормализация или улучшение	180…350	180…350	1,35(HB)+100	1,65



где m - показатель степени, зависящий от твердости: m=6 при твердости HB.

Принимаем .



2.4 Определение предельно допускаемых напряжений

2.5 Определение межосевого расстояния

где i - передаточное отношение ступени редуктора; A - численный коэффициент, A=270, - вращающий момент на валу колеса; - коэффициент ширины зубчатого венца.

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Для шевронных передач принимаем . - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца колеса (табл. 4.) - коэффициент динамичности нагрузки, . Принимаем .

Из ряда стандартных значений выбираем 250 мм.



2.6 Выбор модуля зацепления

При твердости зубьев шестерни и колеса HB .

По ГОСТ 9563-80 принимается ближайшее стандартное значение модуля (мм):

1,5; (1,75); 2,0;( 2,25); 2,5;( 2,75); 3,0;( 3,5); 4,0;( 4,5); 5,0; (5,5); 6,0; (7,0)… (значения в скобках менее предпочтительны). [3, с.13]

Принимаем .

где = 32⁰ - угол наклона зубьев.

2.7 Определение суммарного числа зубьев

2.8 Определение чисел зубьев шестерни и колеса



Проверка:

Погрешность полученного значения составляет 1,23%. Число зубьев шестерни и колеса определено верно.

2.9 Проверка межосевого расстояния

Необходимо уточнить угол :

Определение диаметров колеса и шестерни:



2.10 Проверка значения

Принятое ранее . Выполняется следующее условие:

Определяем ширину зубчатого венца колеса и шестерни:

2.11 Определение окружной скорости в зацеплении

2.12 Назначение степени точности передачи в зависимости от окружной скорости

Использование степени точности ниже 8-й в редукторах нецелесообразно. Выбираем степень точности 8 в связи с .



Таблица 4. Степень точности зубчатых передач по ГОСТ 1643-81 [3, с. 15]

Передача	Зубья	Предельная окружная скорость, м/с, при степени точности
		6	7	8	9
Цилиндрическая	Прямые	15	10	6	2
	Непрямые	30	15	10	4
Коническая	Прямые	13	8	4	1,5
	Непрямые	20	10	7	3

2.13 Уточнение коэффициента нагрузки

В соответствии со степенью точности 8 (табл.6 [3, с. 15]):

Определение :

В соответствии с полученным значением (табл.7 [3, с. 16]). в соответствии со степенью точности 8.

Тогда:



2.14 Проверка величины расчетного контактного напряжения

[3, с.15]

Вывод: входит в интервал (0,8…1,05). Расчет произведен верно.

2.15 Проверка контактной прочности при кратковременных перегрузках

2.16 Проверка зубьев на выносливость при изгибе

1) Выбор менее прочного элемента из пары шестерня-колесо.



Таблица 5. Коэффициент формы зуба в зависимости от числа зубьев [3, с. 16 ]

…	17	20	22	24	26	28	30
…	4,26	4,07	3,98	3,92	3,88	3,81	3,71
…	40	50	60	80	100 и более
…	3,70	3,65	3,62	3,61	3,60

Вывод: менее прочной деталью редуктора является колесо. Дальнейшую проверку зубьев на выносливость при изгибе проводим для колеса (индекс 2).

2) Определение .

3) Определение коэффициента нагрузки .

Согласно степени точности изготовления 8 .



Таблица 6. Значения коэффициента [3, с. 18]

	Твердость	Расположение колес
		Симметричное	Несимметричное	Консольное, шариковые подшипники	Консольное, роликовые подшипники
0,2	HB	1,0	1,04	1,18	1,10
0,4		1,03	1,07	1,37	1,21
0,6		1,05	1,12	1,62	1,40
...
1,2		1,13	1,30
1,4		1,19	1,38

При

Таблица 7. Значения коэффициента [3, с. 19]

Зубья	Степень точности	Твердость, HB	Окружная скорость, м/с
			3	3…8	8…12,5
Непрямые	6	HB	1,0	1,0	1,1
	7		1,0	1,0	1,2
	8		1,1	1,3	1,4

2.17 Проверка зубьев на изгиб при кратковременных перегрузках

[3, с.17]



2.18 Определение сил, действующих в зацеплении

2.19 Сведение в таблицу основных параметров передачи

Таблица 8. Основные параметры зубчатой передачи [3, с. 19]

Наименование параметра	Размерность	Обозначение и численное значение
Вращающий момент на ведомом валу	Н*мм
Угловые скорости валов	Ведущий	Рад/с
	Ведомый
Межосевое расстояние	мм
Модуль	Нормальный	мм
	Торцевой
Угол наклона зубьев	0
Число зубьев	Шестерни	-
	Колеса
Диаметр делительный	Шестерни	мм
	Колеса
Диаметр вершин	Шестерни	мм
	Колеса
Диаметр впадин	Шестерни	мм
	Колеса
Ширина зубчатого венца	Шестерни	мм
	Колеса
Силы в зацеплении	Окружная	Н
	Радиальная
	Осевая



3. РАСЧЕТ ВЕДУЩЕГО ВАЛА ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА

3.1 Расчет диаметра выходного конца вала ведущего из условия прочности на кручение

Из таблицы 1 [2, с.5] выбираем:

Исполнение длинное, ряд 2: Выбранное значение соответствует диаметру вала электродвигателя .

3.2 Расчет диаметра вала шестерни под подшипник

Из данного ряда значений выбираем как стандартное значение посадочного размера под подшипник.



3.3 Выбор подшипника ведущего вала

В связи с тем, что проектируемый редуктор - шевронный, на ведущем валу используется радиально-упорный роликоподшипник с короткими цилиндрическими роликами ( ГОСТ 8328-75). [2, с.14]

Таблица 9. Параметры подшипника ведущего вала

Диаметр внутренний , мм	Диаметр внешний , мм	Высота подшипника , мм	Радиус скругления фаски , мм	Тип подшипника	Серия
55	100	21	2,5	2000	Легкая

3.4 Расчет диаметра буртика ведущего вала



4. РАСЧЕТ ВЕДОМОГО ВАЛА ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА

4.1 Расчет диаметра выходного конца ведомого вала из условия прочности на кручение

Из таблицы 1 [2, с.5] выбираем:

Исполнение короткое, ряд 2:

4.2 Расчет диаметра ведомого вала под подшипник

Из данного ряда значений выбираем как стандартное значение посадочного размера под подшипник.

4.3 Выбор подшипника ведомого вала

Так как, на ведущем валу используется радиально-упорный роликоподшипник с короткими цилиндрическими роликами, на ведомом валу применяем радиальный шарикоподшипник (ГОСТ 8338-75).



Таблица 10. Параметры подшипника ведомого вала

Диаметр внутренний , мм	Диаметр внешний , мм	Высота подшипника , мм	Серия
85	150	28	Легкая

4.4 Расчет посадочного размера колеса ведомого вала

Из данного ряда значений выбираем как стандартное значение.



5. ВЫБОР СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И ЗАЦЕПЛЕНИЯ

Для смазывания подшипников качения применяют жидкие и пластичные смазочные материалы.

Назначение жидкой смазки подшипников приемлемо при окружной скорости колес м/с.

Для передач при окружных скоростях в зацеплении м/с, применяют картерное смазывание - окунание зубчатых и червячных колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. Объем масла определяют из расчета (0,4…0,8) л/кВт.

Для смазываний зубчатых и червячных передач применяют индустриальные масла (ГОСТ 17479.4-87), содержащие и не содержащие различные присадки. Цилиндрические и конические зубчатые передачи смазывают высоковязкими маслами без присадок или с добавление противоизносных присадок [7, с.61].

Таблица 11. Рекомендуемые значения вязкости масел для смазывания зубчатых передач при 50⁰С [4, с.253]

Контактные напряжения , МПа	Кинематическая вязкость мм2/с при окружной скорости м/с
	До 2	Св. 2 до 5	Св. 5
До 600	34	28	22
Св. 600 до 1000	60	50	40
Св. 1000 до 1200	70	60	50

Таблица 12. Индустриальные масла (без присадок), применяемые для смазывания зубчатых передач [2, с. 16]

Марка	Кинематическая вязкость, мм2/с (при температуре 400С)
И-Л-А-22	19,0…25,0
И-Г-А-32	29,0…35,0
И-Г-А-46	41,4…51,0
И-Г-А-68	61,0…75,0
И-Г-А-100	90,0…110,0



Определяем объем масла:

Вязкость масла:

Применяем масло индустриальное И-Г-А-32.



6. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКА КАЧЕНИЯ

В связи с тем, что в схеме привода имеется ременная передача целесообразно проверить долговечность подшипника ведомого вала цилиндрического редуктора.

где - долговечность в часах, - динамическая грузоподъемность подшипника, - эквивалентная нагрузка, действующая на подшипники, m - показатель степени (для шариковых подшипников m=3, для роликовых m=10/3).

где - коэффициент безопасности, - температурный коэффициент, - радиальная и осевая реакции, действующие в подшипнике, - коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки.



Рисунок 2. Схематичное изображение сил, действующих на ведомом валу

Исходные данные:

Параметры подшипника:

6.1 Определение реакций

Рассмотрим силы, действующие в вертикальной плоскости:



1)

2)

Рассмотрим силы, действующие в горизонтальной плоскости:

1)

2)

Реакции, действующие в подшипниках:

Так, как для дальнейших расчетов используем любое из них.

6.2 Расчет эквивалентной нагрузки, действующей на подшипники

Определяем коэффициенты:



, для запаса по долговечности работы подшипника выбираем крайнее правое значение . , так как подшипники работают в условиях низких температур (до 40⁰ С). - осевая реакция, в редукторах шевронных равняется 0. В шевронных редукторах коэффициент , учитывающий влияние осевой силы равняется 1. , так как вращается внутреннее кольцо подшипника. Тогда:

6.3 Проверка долговечности работы подшипника

Условие долговечной работы подшипника:

Вывод: рассчитанное значение долговечности работы превосходит минимально допустимое значение в 7,3 раз. Условие долговечной работы подшипника выполняется.



СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Методические указания к разработке и оформлению курсовых проектов и работ по дисциплинам «Механика», «Прикладная механика», «ДМ и основы конструирования» /Сост. В.Я. Баранцов, Т.Г. Зайцева. Липецк: ЛГТУ, 2002. 32 с.

2. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВАЛОВ, ЗУБЧАТЫХ И ЧЕРВЯЧНЫХ КОЛЕС, ПОДШИПНИКОВ УЗЛОВ И КОНСТРУИРОВАНИЕ РЕДУКТОРА: Метод. указ. к курсовому проектированию по курсу «Прикладная механика» для студентов немеханических специальностей вечерней и дневной форм обучения/ Липецкий политехн. институт; Сост.: Т.Г. Зайцева, В.И. Халеев. Липецк, 1991. 27с.

3. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ И ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ В КУРСОВОМ ПРОЕКТИРОВАНИИ: Методические указания/ Сост. В.Я. Баранцов, Т.Г. Зайцева. Липецк: ЛГТУ, 2004.- 30с.

4. Курсовое проетирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др. - 2-е изд., перераб. и доп. - М. Машиностроение, 1988. - 416 с.: ил.

5. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов, Л.П. Лаврова. Учебное пособие для студ. техн. спец. вузов. -- 5-е изд., перераб. и доп. -- М.: Академия, 1998. -- 452 с.

6. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроительных специальностей техникумов.- М.: Высш. Школа, 1984.- 336 с., ил.

7. Справочник по триботехнике: В 3 т. Т.2: Смазочные материалы, техника смазки, опоры скольжения и качения/ Под общ. ред. М. Хебды, А.В. Чичинадзе. - М.: Машиностроение, 1990. -416 с.

Размещено на Allbest.ru

...